Sumario Cálculos necesidades térmicas. Balances ... · PDF fileDISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. 1 Sumario Cálculos necesidades térmicas

DISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. 1

Sumario Cálculos necesidades térmicas. Balances energéticos de las dos instalaciones.

A.1 Necesidades térmicas...................................................................................... 3 A.1.1 Introducción ...........................................................................................................3 A.1.2 Datos y cálculos previos........................................................................................4

A.1.2.1 Cálculo del volumen y superficie de transmisión de las cámaras.................4

A.1.2.2 Cálculo de la masa de producto almacenable...............................................5

A.1.2.3 Estimación de la masa de producto de rotación diaria almacenable............6

A.1.2.4 Determinación de la temperatura máxima exterior........................................7

A.1.2.5 Cálculo del coeficiente Global de Transmisión..............................................7

A.1.2.6 Tabla resumen de los datos y cálculos previos.............................................9 A.1.3 Estimación de las cargas térmicas........................................................................9

A.1.3.1 Introducción ....................................................................................................9

A.1.3.2 Carga térmica por transmisión de calor por paredes, techo y suelo..........10

A.1.3.3 Carga térmica debida a los servicios (luces, personas, entrada toro, etc.)...............................................................................................................12

A.1.3.4 Carga térmica debida a las infiltraciones.....................................................14

A.1.3.5 Carga térmica por enfriamiento del género .................................................17

A.1.3.6 Carga térmica debidas a la respiración del producto fresco .......................19

A.1.3.7 Carga debida al calor desprendido por los ventiladores .............................21

A.1.3.8 Tabla resumen y necesidades térmicas totales ..........................................23 A.2 Potencia frigorífica.......................................................................................... 25

A.2.1 Instalación descentralizada de R-404A ..............................................................25

A.2.1.1 Introducción ..................................................................................................25

A.2.1.2 Cámara funcionando como almacén de congelados..................................25

A.2.1.3 Cámara funcionando como almacén de frescos.........................................25 A.2.2 Instalación centralizada de AMONIACO.............................................................26

A.2.2.1 Introducción ..................................................................................................26

A.2.2.2 Demanda máxima de potencia para congelados........................................26

A.2.2.3 Demanda máxima de potencia para frescos...............................................27

Pág. 2 ANEXO A

A.2.3 Tabla resumen de la potencia frigorífica necesaria en las instalaciones ......... 27

A.2.3.1 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación descentralizada de R-404A ......................................................................... 27

A.2.3.2 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación centralizada de AMONÍACO........................................................................ 27

A.3 Balance energético ........................................................................................ 28 A.3.1 Instalación descentralizada de R-404A.............................................................. 28

A.3.1.1 Cámara de congelados................................................................................ 28

A.3.1.2 Cámara bitempera........................................................................................ 33 A.3.2 Instalación centralizada de R-717 (Amoníaco) .................................................. 39

A.3.2.1 Cálculos previos para la selección del compresor de la etapa de baja...... 39

A.3.2.2 Ciclo frigorífico condicionado ....................................................................... 41

A.3.2.3 Ciclo frigorífico de máxima eficiencia .......................................................... 52


A.1 Necesidades térmicas

A.1.1 Introducción

El cálculo de las cargas térmicas se utiliza para estimar las necesidades de frío por día (MJ/día), y así poder dimensionar la maquinaria frigorífica necesaria para producir frío a partir de energía eléctrica.

No es necesario distinguir entre los dos tipos de instalación frigorífica, la centralizada (Booster) y la descentralizada (Simple etapa). Las cargas térmicas estimadas en este apartado se tendrán en cuenta para diseñar ambas instalaciones.

A continuación se muestra un esquema de la distribución en la nave industrial de las cámaras y la situación de la sala de máquinas, en el caso de la instalación centralizada.

Gráfico 1. Croquis de la distribución de las cámaras.

Pág. 4 ANEXO A

A.1.2 Datos y cálculos previos

Se requiere conocer y definir previamente al cálculo de las cargas térmicas los siguientes datos y conceptos.

A.1.2.1 Cálculo del volumen y superficie de transmisión de las cámaras

Todas las cámaras tienen las mismas dimensiones. Consecuentemente se realizará la estimación de las cargas térmicas para una sola cámara y para sus dos posibles modos de trabajo: como almacén de producto congelado o como almacén de producto fresco.

DIMENSIONES CAMARA [m]

LONGITUD L 20ANCHO A 16ALTURA H 8

Tabla 1. Tabla de dimensiones cámaras frigoríficas.

La expresión para calcular el volumen de las cámaras es la siguiente:

HLAV ××= (Ec. 1.1)

donde:

V = Volumen de la cámara en [m3]

A = Ancho de la cámara [m]

L = Longitud de la cámara [m]

H = Altura de la cámara [m]

Entonces el volumen de las cámaras según Ec. 1.1 resulta ser de: V = 2.560 m3.

La expresión para calcular la superficie total del suelo, el techo y las paredes es la siguiente:

( ) ( ) ( HLHALASspt ××+××+××= 222 ) (Ec. 1.2)

donde:

Sspt = Superficie total del suelo + techo + paredes [m2]

A = Ancho de la cámara [m]

L = Longitud de la cámara [m]

H = Altura de la cámara [m]

Entonces la superficie total del suelo, el techo y las paredes de las cámaras según Ec. 1.2 resulta ser de: Sspt = 1.216 m2.


En el frío industrial, a diferencia de la climatización, no se distingue entre suelo, paredes y techo, y tampoco se tiene en cuenta su orientación porque el género enfriado en la cámara tiene una elevada inercia térmica y no resulta relevante en los resultados entrar en estos detalles.

A.1.2.2 Cálculo de la masa de producto almacenable

La masa de producto almacenable es la cantidad máxima de masa de producto que se puede almacenar en la cámara.

Ésta es útil para la estimación de las necesidades de frío de la cámara porque en los apartados 1.3 y 1.4 se plantean los datos necesarios para determinar el caso más desfavorable que se deberá poder abastecer con la instalación frigorífica que se plantee. El caso más desfavorable es aquel en que la cámara está prácticamente llena, es decir, que solo le falta la carga de rotación diaria para llegar a contener la masa de producto almacenable.

Debemos distinguir entre almacén de producto fresco y almacén de producto congelado.

Masa de producto fresco almacenable

La expresión para calcular la masa de producto fresco almacenable es la siguiente:

VdM fpf ×= (Ec. 1.3)

donde:

Mpf = masa de producto fresco almacenable [kg]

df = Densidad estiva de producto fresco [kg/m3], empleando 225 kg/m3. Valor tomado de la referencia bibliográfica [3].


Entonces la masa de producto fresco almacenable según la ecuación 1.3 resulta ser de: Mpf = 576 x103 kg.

Masa de producto congelado almacenable

Pág. 6 ANEXO A

La expresión para calcular la masa de producto congelado almacenable es la siguiente:

10010

×= pfpf MR (Ec. 1.4)

donde:

Mpc = masa de producto congelado almacenable [kg]

dc = Densidad estiva de producto congelado [kg/m3], empleando 400 kg/m3. Valor tomado de la referencia bibliográfica [3].


Entonces la masa de producto congelado almacenable según la ecuación 1.4 resulta ser de: Mpc = 1.024 x103 kg.

A.1.2.3 Estimación de la masa de producto de rotación diaria almacenable

La masa de producto de rotación diaria almacenable es la cantidad máxima de producto nuevo que puede introducirse al día en una cámara tanto si está vacía como si está llena.

Masa de producto fresco de rotación diaria

En el caso del producto fresco se ha previsto un 10% de la masa de producto fresco almacenable como la masa de producto fresco de rotación diaria para no disparar la necesidad térmica.

La expresión para calcular la masa de producto fresco de rotación diaria es la siguiente:

VdM cpc ×= (Ec. 1.5)

donde:

Rpf = masa de producto fresco de rotación diaria [kg/día]

Mpf = masa de producto fresco almacenable [kg]

Entonces la masa de producto fresco de rotación diaria según la ecuación 1.5 resulta ser de: Rpf = 57.600 kg/día.

Masa de producto congelado de rotación diaria


En el caso del producto congelado se ha previsto una masa de rotación diaria de: Rpc = 80.000 kg/día. (Se estima la llegada de 4 camiones/día de 20 Tm. cada uno.)

A.1.2.4 Determinación de la temperatura máxima exterior

La temperatura máxima exterior [Text] es necesaria para contemplar el escenario más desfavorable en el que la instalación tendrá que trabajar y mantener las condiciones deseadas en el interior de la cámara.

Para determinar la temperatura máxima exterior de las cámaras se debe tener en cuenta la norma UNE 100001: 1985 Climatización . Condiciones climáticas para proyectos. La norma está referenciada por provincias.

Aunque la provincia de Lérida esta representada en la norma, las temperaturas y humedades relativas de ésta están referenciadas a Lérida capital, con lo que éstas se han variado ligeramente para que se ajusten más a la realidad.

Finalmente, los valores tomados son los siguientes:

• Temperatura exterior: Text = 36 ºC.

• Temperatura del bulbo húmedo: Text,h = 26 ºC.

• Del diagrama psicrómétrico (gráfico 2 en la página 20), se obtiene:

o Humedad relativa exterior (%): Hrext = 45%.

A.1.2.5 Cálculo del coeficiente Global de Transmisión

El coeficiente global de transmisión de paredes, techo y suelo [U] es un coeficiente que expresa la potencia en forma de calor [W] que se transmite entre el exterior y el interior de la cámara a través de sus [(paredes, techo y suelo)+(aislamiento)] por metro cuadrado de superficie [m2 ] y por cada grado de temperatura Kelvin [K].

La expresión para calcular el coeficiente global de transmisión es la siguiente:

eh

eh

U

ext

λ

λ

=++

=

int

111

(Ec. 1.6)

donde:

U = Coeficiente global de transmisión Km

W⋅2

Pág. 8 ANEXO A

hext = Coeficiente de convección del aire exterior Km

W⋅2

hint = Coeficiente de convección del aire de interior Km

W⋅2

exth1

y int

1h

son sumandos en el denominador de la expresión del coeficiente

de transmisión global [U] que se pueden aproximar a cero si se tiene en

cuenta que su orden será mucho menor al del sumando λe

.

λ = conductividad térmica del poliuretano, (aislamiento) Km

W⋅

, empleando: λ

= 0,0231Km ⋅

W , dato obtenido de la referencia bibliográfica [1].

e = espesor del aislamiento de paredes, techo y suelo [m]

Las cámaras tienen los siguientes posibles modos de trabajo:

MODO DE FUNCIONAMIENTOCAMARA 1 BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOSCAMARA 2 BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOSCAMARA 3 BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOSCAMARA 4 BITEMPERA: ALMACEN DE CONGELADOS O DE FRESCOSCAMARA 5 ALMACEN DE CONGELADOSCAMARA 6 ALMACEN DE CONGELADOSCAMARA 7 ALMACEN DE CONGELADOSCAMARA 8 ALMACEN DE CONGELADOS

Tabla 2. Tabla de modo de funcionamiento de las cámaras frigoríficas.

Debido a que las cámaras que se emplean como almacén de producto fresco son también empleadas como almacén de congelados, se emplea en las ocho cámaras el mismo grosor de aislamiento de poliuretano para paredes, techo y suelo.

Grosor del aislamiento poliuretano [e] = 15 cm.

Entonces el coeficiente global de transmisión de paredes, techo y suelo según la ecuación

1.6 resulta ser de: U = 0,154 Km ⋅2

W .


Finalmente, los paneles de aislamiento seleccionados son de la empresa TAVER, tienen un espesor de 15, 5 cm. y sus características se detallan en el apartado B.1 del anexo B.

A.1.2.6 Tabla resumen de los datos y cálculos previos

Unidades

Funcionando como almacén de congelados

Funcionando como almacén de frescos

Número máximo de cámaras | | 8 4Número mínimo de cámaras | | 4 0

Longitud L [m]Ancho A [m]Altura H [m]Volumen V [m3]Superfice de suelo+paredes+techo Sspt [m2]

Mpc 1.024 |

Mpf | 576 Rpc 80.000 |

Rpf | 57.600

Temperatura exterior Text [ºC]

Temperatura del bulbo húmedo Text,h [ºC]Humedad relativa exterior Hrext [%]

Coeficiente global de transmisión U [W/(K·m2)] 0,154

DATOS Y CALCULOS PREVIOS

Masa de producto de rotación diaria [kg/día]

36

45

2.560 1.216

26

Masa de produco almacenable[Tm]

CAMARA

20168

Tabla 3. Tabla resumen de datos y cálculos previos.

A.1.3 Estimación de las cargas térmicas

A.1.3.1 Introducción

La estimación de la carga térmica total [Q], enMJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

,que se debe contrarrestar con la

instalación frigorífica, resulta de la suma de las siguientes cargas térmicas [q], en MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

:

Pág. 10 ANEXO A

Éstas se calculan y definen por separado en los apartados que prosiguen.

. inf. , , .

necesidades transmisión calor servicios iltraciones enfriamiento respiración ventiladorestérmicas TOTALES paredes techo suelo género

Q q q q q q q⎛ ⎞= + + + + +⎜ ⎟

⎝ ⎠ (Ec. 1.7)

Para calcular cada una de las cargas necesitamos fijar las condiciones de trabajo que se expresan a continuación:

Condiciones interiores deseadas para los almacenes de congelados:

Temperatura interior para los congelados: Tint.c = -20 ºC Humedad relativa: Hrint.c = 80%

Condiciones interiores deseadas para los almacenes de frescos:

Temperatura interior para los frescos: Tint.f = 0 ºC

Humedad relativa: Hrint.f = 80%

Condiciones exteriores determinadas en el apartado 2.3.4 del anexo A:

Temperatura exterior: Text = 36 ºC Humedad relativa: Hrext = 45%

Condiciones de entrada del producto a los almacenes:

Temperatura de entrada de los congelados: Tent.c = -15ºC

Temperatura de entrada de los frescos: Tent.f = 25ºC

A.1.3.2 Carga térmica por transmisión de calor por paredes, techo y suelo

La carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes, techo y suelo

, expresa las pérdidas frigoríficas ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡.,,

.suelotechoparedes

calorntransmisióq

o la cantidad de calor transmitida por unidad de tiempo a través de paredes, techo y suelo de la cámara.


La expresión para calcular la transmisión de calor a través de suelo + techo + paredes es la siguiente:

]MJ

JuliossegundoshorasTTSUqq extsptfckkt

suelotechoparedescalorntransmisió

×××−××==

=6

int,,.,,

.

10

360024)( (Ec. 1.8)

donde:

]fckktq

,, == carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes, techo y

suelo MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

=ctq , carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes, techo y

suelo para el almacén de congeladosMJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

=ftq , carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes, techo y

suelo para el almacén de frescosMJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

U = 0,154 Km

W⋅2 ; Coeficiente global de transmisión calculado en el apartado anterior.

Sspt = 1.216 m2 ; Superficie total del suelo + techo + paredes

Temperatura exterior: Text = 36 ºC

Temperatura interior para los congelados: Tint.c = -20 ºC

Temperatura interior para los frescos: Tint.f = 0 ºC

Carga térmica por transmisión de calor por paredes, techo y suelo para el funcionamiento como almacén de congelados

Entonces la carga de transmisión por paredes, techo

y suelo para congelados según la ecuación 1.8 resulta ser de:

= = 906.,,

.suelotechoparedes

calorntransmisióqctq .

MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

Pág. 12 ANEXO A

Carga térmica por transmisión de calor por paredes, techo y suelo para el funcionamiento como almacén de frescos

Entonces la carga de transmisión por paredes, techo y suelo para frescos según la ecuación 1.8 resulta ser de:

= = 582,5.,,

.suelotechoparedes

calorntransmisióqftq .

MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

A.1.3.3 Carga térmica debida a los servicios (luces, personas, entrada toro, etc.)

La carga debida a los servicios [ expresa el calor aportado por las luces, las personas

y las máquinas que se encuentran o trabajan en el interior de las cámaras.

]serviciosq

En el caso la carga debida a los servicios se ha previsto un 40% de carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes, techo y suelo, es un porcentaje elevado pero se prevé y se ha planteado así, una rotación elevada de producto y por lo tanto debe quedar reflejado el trabajo de reposición (entrada, salida y colocación del material ) las 24 h del día en esta estimación.

La expresión para estimar la carga debida a los servicios es la siguiente:

] ]( )10040

,,,, ×==== fckktfckksservicios qqq (Ec. 1.9)

donde:

] == fckksq

,, carga debida a los servicios MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

=csq , carga debida a los servicios para el almacén de congelados MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

=fsq , carga debida a los servicios para el almacén de frescos MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.


] == fckktq

,, carga térmica debida a la transmisión de calor a través de paredes, techo y

suelo MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

Carga térmica debida a los servicios para el funcionamiento como almacén de congelados

Entonces la carga debida a los servicios para congelados según la ecuación 1.9 resulta ser de:

= = 362,4serviciosq csq ,MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

Carga térmica debida a los servicios para el funcionamiento como almacén de frescos

Entonces la carga debida a los servicios para frescos según la ecuación 1.9 resulta ser de:

= = 233,0serviciosq fsq ,MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

Pág. 14 ANEXO A

A.1.3.4 Carga térmica debida a las infiltraciones

La carga debida a las infiltraciones [ expresa las pérdidas de calor por entrada de

aire exterior en el interior de la cámara. Se prevén unas cuatro renovaciones al día del total del aire que contiene la cámara con el fin de contemplar en conjunto todas las veces que se abre y se cierra la puerta de la cámara en un día.

]siltracioneqinf

La expresión para estimar la carga debida a las infiltraciones es la siguiente:

] ( )fck

kkextkesp

fckkisiltracione KJMJhh

díarenovnVqq

,3int,,

int,.,,inf 10

11.º

=

= ⎥⎥⎦

⎤×−×××==

ν (Ec. 1.10)

donde:

]fckkiq

,, == carga debida a las infiltraciones

MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

=ciq , carga debida a las infiltraciones para el almacén de congelados MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

=fiq , carga debida a las infiltraciones para el almacén de frescos MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

V = 2.560 m3 = volumen de la cámara.

.º renovn = número de renovaciones del aire interior, se emplean 4 renovacionesdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

cesp int,.ν = Volumen específico del aire interior en condiciones de almacén de congelados.

Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16), [ Tint,c =

-20ºC, Hrint,c = 80% ] , obtenemos 3

.int, 0,72esp cmkg

ν = .

fesp int,.ν = Volumen específico del aire interior en condiciones de almacén de frescos.

Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16), [

Tint,f = 0ºC, Hrint,f = 80% ] , obtenemos 3

.int, 0,78esp fmkg

ν = .


exth = Entalpía del aire exterior. Tomando el punto en el diagrama psicrométrico del aire

(gráfico 2 en la página 16), [ Tint = 36ºC, Hr = 45% ] , obtenemos 80. seexth

kg aire=

ckJ .

chint, = Entalpía del aire interior en condiciones de almacén de congelados. Tomando el

punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16), [

Tint,c = -20ºC, Hrint,c = 80% ] , obtenemos int, 18,5. sech

kg aire= −

ckJ .

fhint, = Entalpía del aire interior en condiciones de almacén de frescos. Tomando el

punto en el diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16), [

Tint,f = 0ºC, Hrint,f = 80% ], obtenemos int, 7,5. sefh

kg aire=

ckJ

.

Tabla resumen datos obtenidos del diagrama psicrométrico del aire (gráfico 2 en la página 16).

TemperaturaHumedad relativa

Volumen específico Entalpía

T Hr υ h[ºC] [%] [m3/kg] [kJ/kg aire sec]

Ic aire interior en almacén de congelados -20 80 0,72 -18,5If aire interior en almacén de frescos 0 80 0,78 7,5

E aire exterior 36 45 | 80

DATOS DE ENTRADA AL DIAGRAMA PSICROMETRICO

DATOS OBTENIDOS A PARTIR DEL DIAGRAMA PSICROMETRICO

PUNTO DEL DIAGRAMA PSICROMETRICO

Tabla 4. Tabla resumen de los datos del aire interior y exterior obtenidos del diagrama psicrométrico.

Pág.

16

AN

EXO

A

-30

-25

-20

-15

-10

-50

510

1520

2530

3540

4550

5560

TEM

PE

RA

TUR

A D

E B

ULB

O S

EC

O -

°C

510152025303540

-30

-25

-20

-15

-10

-50

510

1520

2530

3540

4550

5560

65707580859095100

105

110

115

120

125

130

135

140

140

145

145

150

150

155

155

160

160

165

170

175

ENTALPIA - KJ/KG AIRE SECO

-25

-20

-15

-10

-5

0

5

10

15

20

2530

35

40

45

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

10010

511011

512012

5130

135

ENTALPIA - KJ/KG AIRE SECO

TEMPERATURA DE SATURACIÓN - °C

-25

-20

-15

-10

-5

0 0

55

10

10

15

15

20

20

25

25

30

30

35 T

EMPE

RATU

RA D

E BU

LBO H

UMED

O - °C

35

10%

HU

ME

DAD

RE

LATI

VA20

%

30%

40%

50%60%

70%80%90%

,76

,78

,80

,82

,84

,86

,88

,90

,92 VOLUMEN ESPECÍFICO m³/kg DE AIRE SECO

,94

,96

,98

1,00

RAZON DE HUMEDAD G/KG AIRE SECO

CA

RTA

PSI

CO

MET

RIC

AN

ivel

del

mar

PR

ES

IÓN

BA

RO

MÉ

TRIC

A 7

60 m

m d

e M

ercu

rio

Linr

ic C

ompa

ny P

sych

rom

etric

Cha

rt, w

ww

.linr

ic.c

om

123456789101112131415161718192021222324252627282930313233343536373839404142434445

PRESIÓN DE VAPOR - MM DE MERCURIO

-40

-20

-10 0 10

20

25

30

35

PUNTO DE CONDENSACIÓN - °C

E

Ic

If

E: A

IRE

EXTE

RIO

RIc

: AIR

E IN

TER

IOR

ALM

ACEN

CO

NG

ELAD

OS

If: A

IRE

INTE

RIO

R E

N A

LMAC

EN F

RES

CO

S


Carga térmica debida a las infiltraciones para el funcionamiento como almacén de congelados

Entonces la carga debida a las infiltraciones para los congelados según la ecuación 1.10 resulta ser de:

= = 1.400,9siltracioneqinf ciq ,MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

Carga térmica debida a las infiltraciones para el funcionamiento como almacén de frescos

Entonces la carga debida a las infiltraciones para los frescos según la ecuación 1.10 resulta ser de:

siltracioneqinf = = 951,8fiq ,MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

A.1.3.5 Carga térmica por enfriamiento del género

La carga térmica correspondiente al enfriamiento del género enfriamientogénero

q⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

, refleja el calor que

hay que aportar al producto para llegar a su temperatura de conservación. Esta carga depende del calor específico del producto.

Como se trata de cámaras de alquiler y no sabemos concretamente que alimentos se conservarán en su interior se han tomado los valores más elevados de los productos representados en el capítulo 26. de la referencia bibliográfica [1], Exigencias del almacenamiento de productos de consumo. De esta manera se contempla el caso más desfavorable.

La expresión para estimar la carga por enfriamiento del género es la siguiente:

( ), , , int, 3,,

110enfriamiento g k pk esp k ent k kk c fgénero k c f

MJq q R C T TkJ=

=

⎤⎛ ⎞⎤= = × × − ×⎜ ⎟⎥⎦ ⎝ ⎠⎦ (Ec. 1.11)

donde:

Pág. 18 ANEXO A

]fckkgq

,, == carga térmica por enfriamiento del género

MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

• = carga por enfriamiento del género para el almacén de congelados.

cgq ,

• = carga térmica por enfriamiento del género para el almacén de frescos.

fgq ,

Rpc = 80.000 kg/día; masa de producto congelado de rotación diaria.

Rpf = 576.000 kg/día; masa de producto fresco de rotación diaria.

Cesp,c = 2·

kJkg K

;calor específico del producto congelado.

Cesp,c = 4·

kJkg K

;calor específico del producto fresco.

Temperatura de entrada de los congelados: Tent.c = -15ºC.

Temperatura de entrada de los frescos: Tent.f = 25ºC.

Temperatura interior para los congelados: Tint.c = -20 ºC.

Temperatura interior para los frescos: Tint.f = 0 ºC.

Carga térmica por enfriamiento del género para el funcionamiento como almacén de frescos

Entonces la carga por enfriamiento del género para congelados según la ecuación 1.11 resulta ser de:

= = 800género

toenfriamienq cgq ,MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

Carga térmica por enfriamiento del género para el funcionamiento como almacén de frescos

Entonces la carga por enfriamiento del género para frescos según la ecuación 1.11 resulta ser de:

= = 5.760género

toenfriamienq fgq ,MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦


A.1.3.6 Carga térmica debidas a la respiración del producto fresco

La carga térmica debida al calor de respiración respiraciónq⎡ ⎤⎣ ⎦ expresa el calor que desprenden

los productos frescos (frutas y hortalizas) durante el tiempo que están almacenados y todavía no alcanzan su temperatura de congelación.

La expresión para estimar la carga debida a la respiración del producto fresco:

2.1. nrespiraciónrespiraciónrespiració qqq += (Ec. 1.12)

donde:

1.nrespiracióq :expresa el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se

encuentra a temperaturas superiores a 0ºC y se calcula a partir de la siguiente expresión:

díah

sh

mJMJCRqq resppfnrespiraciófr 1

24600.31

101

911.,1 ××××== (Ec. 1.13)

donde:

frq ,1 = 1.nrespiracióq MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

Rpf = 576.000 kg/día; masa de producto fresco de rotación diaria.

1respC = 400 mWkg

;calor de respiración medio de frutas y hortalizas a temperatura

superior a 0ºC.

Entonces el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se encuentra a temperaturas superiores a 0ºC según la ecuación 1.13 resulta ser de:

1.nrespiracióq = = 1.990,6frq ,1MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

2.nrespiracióq :expresa el calor de respiración desprendido por el producto a la temperatura

entre 0ºC y su temperatura de congelación. En la mayoría de los productos la temperatura

Pág. 20 ANEXO A

de 0ºC es superior a su temperatura de congelación y se calcula a partir de la siguiente expresión:

( )día

hs

hmJ

MJCRMqq resppfpfnrespiraciófr 124

600.31

101

922.,2 ××××−== (Ec. 1.14)

donde:

frq ,2 = 2.nrespiracióq MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

pfM = 576 x103 Kg; la masa de producto fresco almacenable.

Rpf = 576.000 Kg/día; masa de producto fresco de rotación diaria.

2respC = 100 mWkg

;calor de respiración medio de frutas y hortalizas a temperatura entre

0ºC y su temperatura de congelación.

Entonces el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se encuentra a temperaturas entre 0ºC y su temperatura de congelación según la ecuación 1.14 resulta ser de:

2.nrespiracióq = = 4.479,0frq ,2MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

Entonces el calor de respiración desprendido por el producto fresco cuando se encuentra a temperaturas superiores a las de congelación según la ecuación 1.12 resulta ser de:

2.1. nrespiraciónrespiraciónrespiració qqq += = 6.469,6 MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦


A.1.3.7 Carga debida al calor desprendido por los ventiladores

La carga térmica debida a los ventiladores [ ]ventiladoresq refleja el calor que aportan los

ventiladores de los evaporadores aunque estos, a la vez, se encarguen, en parte, de aportar el frío a la cámara.

La expresión para estimar la carga debida al calor desprendido por los ventiladores es la siguiente:

]10010

,,arg..,, ×⎥⎦

⎤==

==

fckkascparcialsumafckkvesventilador qqq (Ec. 1.15)

donde:

]fckkvq

,, == la carga debida al calor desprendido por los ventiladores

MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

cvq , = la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el

almacén de congelados MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

fvq , = la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el

almacén de frescos MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

.

fckgénerotoenfriamienonesinfiltraciservicios

suelotechoparedescalorntransmisió

fckkascparcialsuma qqqqq

,.,,.

,,arg..

==⎥⎦

⎤⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+++=⎥

⎦

⎤ (Ec. 1.16)

fckkascparcialsumaq

,,arg..

=⎥⎦

⎤

= suma de las cargas térmicas calculadas en apartados anteriores.

casc

parcialsumaq,arg

.. 3.469,38 MJdía

⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦ ;según la ecuación 1.16.

fascparcialsumaq,arg

.. 13.996,9 MJdía

⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦ ;según la ecuación 1.16.

Pág. 22 ANEXO A

Carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el funcionamiento como almacén de congelados

Entonces la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para los congelados según la ecuación 1.15 resulta ser de:

= 346,94cvesventilador qq ,=MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

Carga debida al calor desprendido por los ventiladores para el funcionamiento como almacén de frescos

Entonces la carga debida al calor desprendido por los ventiladores para los frescos según la ecuación 1.15 resulta ser de:

fvesventilador qq ,= = 1.399,7 MJdía

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦


A.1.3.8 Tabla resumen y necesidades térmicas totales

Tabla resumen y necesidades térmicas totales para el funcionamiento como almacén de congelados

Temperatura interior deseada Tint,c -20ºC

Humedad relativa deseada Hrint,c 80%

Temperatura de entrada del producto Tent.c -15ºC

TRANSMISON suelo+paredes+techo 906,1

SERVICIOS 362,4

INFILTRACIONES 1.400,9

ENFRIAMIENTO GENERO 800,0

VENTILADORES 346,9

CARGA TERMICA TOTAL 3.816,3

ALMACEN DE CONGELADOS

CARGAS TERMICAS EN [MJ/día]

DATOS

esventiladorqgénero

toenfriamienqsiltracioneq inf

serviciosq.,,

.suelotechoparedes

calorntransmisióq

TOTALEStérmicassnecesidadeQ

. Tabla 5. Tabla resumen de los datos y las necesidades térmicas para los congelados.

Pág. 24 ANEXO A

Tabla resumen y necesidades térmicas totales para el funcionamiento como almacén de frescos

Temperatura interior deseada Tint,f 0ºC

Humedad relativa deseada Hrint,f 80%

Temperatura de entrada del producto Tent.f 25ºC

TRANSMISON suelo+paredes+techo 582,5

SERVICIOS 233,0

INFILTRACIONES 952,0

ENFRIAMIENTO GENERO 5.760,0

RESPIRACION GENERO 6.469,6

VENTILADORES 1.399,7

CARGA TERMICA TOTAL 8.927,2

ALMACEN DE FRESCOS

CARGAS TERMICAS EN [MJ/día]

DATOS

esventiladorq

génerotoenfriamienq

siltracioneq inf

serviciosq.,,

.suelotechoparedes

calorntransmisióq

TOTALEStérmicassnecesidadeQ

nrespiracióq

Tabla 6. Tabla resumen de los datos y las necesidades térmicas para los frescos.


A.2 Potencia frigorífica

A.2.1 Instalación descentralizada de R-404A

La expresión para calcular la potencia frigorífica, ,es la siguiente: 404 [ ]R AQ kW•

−⎛⎜⎝ ⎠

⎞⎟

[ ]3

.404

10 1º 1 3.600

necesidadestérmicas TOTALES

R A

MJQkJ hdíaQ kW n horas MJ s

día

•

−

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦= × × (Ec. 2.1)


Se realiza el cálculo para una sola cámara ya que esta instalación consta de ocho equipos frigoríficos independientes. Cuatro de estos equipos únicamente trabajarán para conservar producto congelado mientras que los otros cuatro pueden conservar producto congelado o producto fresco según sea necesario.

A.2.1.2 Cámara funcionando como almacén de congelados

Entonces la potencia frigorífica del equipo necesaria para una cámara de congelados

trabajando éste 8 h

día⎡⎢⎣ ⎦

⎤⎥ según la ecuación 2.1 resulta ser de:

•

Q R-404A CONGELADOS = 132,5 [ ]kW

A.2.1.3 Cámara funcionando como almacén de frescos

Entonces la potencia frigorífica del equipo necesaria para una cámara de frescos trabajando

éste 16 h

día⎡ ⎤⎢⎣ ⎦⎥

según la ecuación 2.1 resulta ser de:

•

Q R-404A FRESCOS = 267,3 [ ]kW

La potencia frigorífica de los frescos se debe obtener a partir del equipo que proporcionará frío para las cámaras bitémperas. Esto significa que se debe producir con la misma

Pág. 26 ANEXO A

maquinaria la potencia necesaria para las cámaras cuando funcionen como almacén de congelados que cuando funcionen como almacén de frescos. Se sabe que más o menos debe ser el doble la potencia de frescos que la de congelados así que se escoge un tiempo mayor de trabajo que en el caso del funcionamiento como almacén de congelados para obtener más o menos esta proporcionalidad.

A.2.2 Instalación centralizada de AMONIACO

La expresión para calcular la potencia frigorífica, ,es la siguiente: 717[ ]RQ kW•

−⎛⎜⎝ ⎠

⎞⎟

[ ]3

.717

10 1 ºº 1 3.600

necesidadestérmicas TOTALES

R

MJQkJ hdíaQ kW n cámarn horas MJ s

día

•

−

⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦= × × × as (Ec. 2.2)


Se realiza el cálculo para las ocho cámaras ya que esta instalación consta de un único equipo frigorífico. En este caso se deben contemplar los casos extremos, es decir, aquél en el que la potencia de la etapa de baja sea máxima y aquél en el que la potencia de la etapa de alta también sea máxima.

• Las 8 cámaras funcionando como almacén de congelados.

• 4 cámaras funcionando como almacén de frescos.

A.2.2.2 Demanda máxima de potencia para congelados

Entonces la demanda máxima de potencia frigorífica para los congelados será cuando todas las cámaras, es decir, las 8 cámaras se usen como almacén de congelados. Entonces la

potencia del equipo de la etapa de baja trabajando éste 8 h

día⎡ ⎤⎢ ⎥⎣ ⎦

según la ecuación 2.2

resulta ser de:

717..

R MAXIMADEMANDA CONGELADOS

Q•

− = 1.060[ ]kW


A.2.2.3 Demanda máxima de potencia para frescos

Entonces la demanda máxima de potencia frigorífica para los frescos será cuando 4 de las 8 cámaras se usen como almacén de frescos. Entonces la potencia del equipo de la etapa de

alta trabajando éste 8 h

día⎡⎢⎣ ⎦

⎤⎥ según la ecuación 2.2 resulta ser de:

717..

R MAXIMADEMANDA FRESCOS

Q•

− = 2.140[ ]kW

A.2.3 Tabla resumen de la potencia frigorífica necesaria en las instalaciones

A.2.3.1 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación descentralizada de R-404A

CONGELADOS FRESCOSEQUIPO CAMARA CONGELADOS 132,5 |

EQUIPO CAMARA BITEMPERA 132,5 267,3

POTENCIA FRIGORÍFICA NECESARIA [kW]

Tabla 7. Tabla de la potencia frigorífica para un equipo de R-404A.

A.2.3.2 Tabla resumen de la potencia frigorífica en la instalación centralizada de AMONÍACO

ETAPA DE BAJA ETAPA DE ALTA

8 camaras funcionando como almacén de congelados 1.060 No es un máximo4 camaras funcionando como almacén de frescos y 4 como almacén de congelados No es un máximo 2.140

POTENCIA FRIGORÍFICA MÁXIMA NECESARIA POR EL EQUIPO [kW]

Tabla 8. Tabla de la potencia frigorífica para un equipo de R-717 (amoníaco).

Pág. 28 ANEXO A

A.3 Balance energético

A.3.1 Instalación descentralizada de R-404A

A.3.1.1 Cámara de congelados

A partir del balance energético obtendremos el caudal másico ( ) bombeado por uno de los compresores que forma parte de la instalación y también las entalpías y temperaturas de puntos del ciclo frigorífico de congelados representado en el diagrama de Moliere log(P)-h del R-404A.

404 ,R Am•

− c

404 ,R A c EVAPORADORFRIGORIFICAQ m h• •

−= × ∆ (Ec. 3.1)

donde:

)( 5'6 hhhEVAPORADOR −=∆ , Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la

salida y la entrada al evaporador. Valores tomados de la Tabla 6. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Apartado 5.1.3 de la memoria.

6' 357,45 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 5 263,76 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

.FRIGORIFICA COMPRESOR CONGELADOSQ Q• •

≅ = 33,5[ ]kW

Valor tomado de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P) que se encuentra el apartado B.2.1.3. del anexo B.

Entonces el caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P según la ecuación 3.1 resulta ser de:

404 , 0,35356R A ckgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦


A partir de la cilindrada del compresor elegido (compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P)

obtendremos el rendimiento volumétrico ( ),V cη de éste funcionando a plena carga.

3

404 , ,13

:6 .40.2 40,

3.600R A c asp

COMP F Y PV c

kg mms kgm sCIL

h h

ν

η

•

−

−

⎡ ⎤⎡ ⎤ × ⎢ ⎥⎢ ⎥⎡ ⎤ ⎣ ⎦ ⎡ ⎤⎣ ⎦=⎢ ⎥ × ⎢ ⎥⎣ ⎦⎣ ⎦ (Ec. 3.2)

donde:

3

:6 .40.2 40 151,6COMP F Y PmCILh−

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦= cilindrada del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P.

Valores tomados de la hoja de especificaciones técnicas se encuentra el apartado B.2.1.4 del anexo B.

404 , 0,35356R A ckgms

•

−⎡= ⎢⎣ ⎦

⎤⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-

40.2Y-40P.

3

,1 0,086aspmkg

ν⎡ ⎤

= ⎢⎣ ⎦

⎥ = volumen específico del R-404A en la aspiración del compresor.

Valores tomados de la Tabla 6. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Apartado 5.1.3 de la memoria.

Entonces el rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P según la ecuación 3.2 resulta ser de:

, 0,722V cη =

A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P) que se

encuentra el apartado B.2.1.3 del anexo B, se obtiene el rendimiento isentrópico ( ),ISO cη

del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P.

Pág. 30 ANEXO A

De la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-404A a la salida del

compresor ( )2 ,R ch .

[ ]

[ ]

404 , 2 1

,

404 , 2 , 1

( )

( )

R A c TELECTRICATEORICA

iso cELECTRICA

R A cREAL R c

kg kJm h hPotencia kWs k

Potencia kW kg kJm h hs k

η

•

−

•

−

g

g

⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦= =⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

(Ec. 3.3)

donde:

404 , 0,35356R A ckgms

•

−⎡= ⎢⎣ ⎦

⎤⎥

1)

= caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-

40.2Y-40P.

2( Th h− , Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-404A entre la salida y la

entrada al compresor. Se considera que ( )2 1Ts s= , es decir, que la compresión teórica del

gas refrigerante en isentrópica.

2 407,00TkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 1 361,69 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

[ ] [ ]25ELECTRICAREAL

Potencia kW kW=

Entonces el rendimiento isentrópico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P según la ecuación 3.3 resulta ser de:

, 0,655iso cη =

Entonces de la ecuación 3.3 y de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P) que se encuentra el apartado B.2.1.4 del anexo B, se tiene que:

[ ] [ ]404 , 2 , 1( ) 25R A cELECTRICA R cREAL

kg kJPotencia kW m h h kWs kg

•

−⎡ ⎤⎡ ⎤= × − =⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

Esta expresión permite obtener el valor de la entalpía del R-404A a la salida del compresor:

2 , 432,39R ckJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦


A partir del la entalpía real del gas refrigerante a la salida del compresor ( , se obtiene

también su temperatura

)C

2 ,R ch

2 85,05ºRT = . Valores reflejados en la Tabla 6. Tabla de

propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Apartado 5.1.3 de la memoria.

Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico, en inglés se denomina C.O.Pc (Coeficient Of Performance). Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica.

[ ][ ]

. . cELECTRICAREAL

PotenciaFrigorifica kWC O P

Potencia kW= (Ec. 3.4)

donde:

[ ]25ELECTRICAREAL

Potencia kW=

[ ]33,5PotenciaFrigorifica kW=

Valores tomados de los resultados de la hoja de elección del compresor de congelados (compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P) que se encuentra el apartado B.2.1.4 del anexo B.

Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.O.Pc según la ecuación 3.4 resulta ser de:

. . 1,34cC O P =

A partir de los valores encontrados en el balance energético y el programa Coolpack (en la opción: Refrigeration Utilities) se completa la Tabla 6. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Apartado 5.1.3 de la memoria.

Pág. 32 ANEXO A

Con los datos de la Tabla 6 y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en el ciclo de congelados.

404 ,, 4 R A c CONDENSADORCALORIFICA cQ m h• •

−= × × ∆ (Ec. 3.5)

donde:

404 , 0,35356R A ckgms

•

−⎡ ⎤= ⎢⎣ ⎦⎥

)h−


40.2Y-40P.

3 4'(CONDENSADORh h∆ = , Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la

salida y la entrada al condensador. Valores tomados de la Tabla 6. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Apartado 5.1.3 de la memoria.

3 421,64 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 4' 269,35 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en la instalación de congelados según la ecuación 3.5 resulta ser de:

[, 215,37CALORIFICA cQ k•

= ]W

Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de congelados

NOMENCLATURA SIMBOLO VALORCaudal másico[kg/s] mR404A,c 0,35356Rendimiento volumétrico ηv,c 0,722Rendimiento isentrópico ηiso,c 0,655Entalpía real a la salida del compresor [kJ/kg] h2R,c 432,39COP COPc 1,34Potencia calorífica del condensador [kW] QCALORIFICA,c 215,37 Tabla 9. Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de congelados.


A.3.1.2 Cámara bitempera

Como ya se dispone del modelo de compresor, Bitzer: 6F-40.2Y-40P. A partir de la cilindrada y las nuevas presiones de trabajo del ciclo de frescos, comprobaremos que el compresor nos abastece también en el modo de trabajo de la cámara como almacén de frescos.

A partir del rendimiento volumétrico obtenido en el modo de trabajo como almacén de congelados y la siguiente expresión, obtendremos el espacio muerto (e) del compresor.

1 Av

B

PeP

η = − × (Ec. 3.6)

donde:

PA = la presión de alta o de condensación, tomamos PA =20,449 bar.

PB = la presión de baja o de evaporación, tomamos PB =2,499 bar.

Valores tomados de la Tabla 6 Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de congelados. Apartado 5.1.3 de la memoria.

, 0,722V cη = , rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P

abasteciendo frío en ciclo de congelados, obtenido en el apartado anterior (A.3.1.1. Cámaras de congelados).

Entonces el espacio muerto (e) del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P según la ecuación 3.6 resulta ser de:

23,397 10e −= ×

Con la misma expresión pero cambiando las presiones de trabajo por las del ciclo de frescos, obtenemos el rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P, funcionando para el modo de trabajo de frescos en las cámaras bitémperas ya que el espacio muerto no es una variable, sino un parámetro.

PA = la presión de alta o de condensación, tomamos PA =20,449 bar.

PB = la presión de baja o de evaporación, tomamos PB =4,333 bar.

Pág. 34 ANEXO A

Valores tomados de la Tabla 8. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. Apartado 5.1.3 de la memoria.

23,397 10e −= × , espacio muerto del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P.

Entonces rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P abasteciendo frío para las cámaras bitémperas funcionando como almacén de frescos según la ecuación 3.6 resulta ser de:

, 0,840V fη =

A partir de la expresión 3.7 obtendremos el nuevo caudal másico ( ) bombeado por

uno de los compresores Bitzer: 6F-40.2Y-40P que forma parte de la instalación para las cámaras bitémperas cuando la cámara a la que abastece funciona como almacén de frescos.

404 ,R Am•

− f

3

404 , ,13

:6 .40.2 40,

3.600R A f asp

COMP F Y PV f

kg mms kgm sCIL

h h

ν

η

•

−

−

⎡ ⎤⎡ ⎤ × ⎢ ⎥⎢ ⎥⎡ ⎤ ⎣ ⎦ ⎡ ⎤⎣ ⎦=⎢ ⎥ × ⎢ ⎥⎣ ⎦⎣ ⎦ (Ec. 3.7)

donde:

3

:6 .40.2 40 151,6COMP F Y PmCILh−

⎡ ⎤= ⎢

⎣ ⎦⎥ = cilindrada del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P.

Valores tomados de la hoja de especificaciones técnicas se encuentra el apartado B.2.1.4 del anexo B.

3

,1 0,0505aspmkg

ν⎡ ⎤

= ⎢⎣ ⎦

⎥ = volumen específico del R-404A en la aspiración del compresor.

Valores tomados de la Tabla 8. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. Apartado 5.1.3 de la memoria.

, 0,840V fη = , rendimiento volumétrico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P abasteciendo frío para el ciclo de frescos.

Entonces el caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P en el ciclo de frescos según la ecuación 3.7 resulta ser de:

404 , 0,70046R A fkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦


Entonces con el valor del caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P abasteciendo frío para el ciclo de frescos y la expresión 3.8 se calcula la potencia frigorífica que realizará el compresor.

404 ,, R A f EVAPORADORFRIGORIFICA fQ m h• •

−= × ∆ (Ec. 3.8)

donde:

404 , 0,70046R A fkgms

•

−⎡= ⎢⎣ ⎦

⎤⎥ = caudal másico bombeado por el compresor Bitzer: 6F-

40.2Y-40P en el ciclo de frescos.

)( 5'6 hhhEVAPORADOR −=∆ , Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la

salida y la entrada al evaporador. Valores tomados de la Tabla 12. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. Apartado 5.1.3 de la memoria.

6' 366,84 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 5 263,76 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Entonces la potencia frigorífica que realizará el compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P según la ecuación 3.8 resulta ser de:

, .FRIGORIFICA f COMPRESOR FRESCOSQ Q• •

≅ = 72,2[ ] [ ]71,4kW kW≈

Este valor, [ ](71, 4 kW ) es el obtenido en el programa Bitzer 4.2. La hoja de elección del

compresor de la instalación para las cámaras bitémperas funcionando como almacén de frescos se encuentra el apartado B.2.2.2. del anexo B.

Pág. 36 ANEXO A

A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real y la ecuación 3.9, se obtiene el

rendimiento isentrópico ( del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P funcionando en el ciclo

de frescos.

),ISO fη

De la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-404A a la salida del

compresor, . ( )2 ,R fh

[ ]

[ ]

404 , 2 1

,

404 , 2 , 1

( )

( )

R A f TELECTRICATEORICA

iso fELECTRICA

R A fREAL R f

kg kJm h hPotencia kWs k

Potencia kW kg kJm h hs k

η

•

−

•

−

g

g

⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦= =⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

(Ec. 3.9)

donde:

404 , 0,70046R A fkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦



2( Th h− 1) , Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-404A entre la salida y la

entrada al compresor. Se considera que ( )2 1Ts s= , es decir, que la compresión teórica del

gas refrigerante en isentrópica.

2 405,58TkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 1 371,38 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

[ ] [ ]35,1ELECTRICAREAL

Potencia kW kW= ,Valor obtenido de los resultados de la hoja de

comprobación del funcionamiento del compresor Bitzer modelo: 6F-40.2Y-40P en la instalación para las cámaras bitémperas trabajando como almacén de frescos que se encuentra el apartado B.2.2.2 del anexo B.

Entonces el rendimiento isentrópico del compresor Bitzer: 6F-40.2Y-40P en el ciclo de frescos según la ecuación 3.9 resulta ser de:

, 0,682iso fη =


Aislando h2R de la parte de la expresión 3.9 que se muestra a continuación,

[ ] [ ]404 , 2 , 1( ) 35,1R A fELECTRICA R fREAL


•

−⎡ ⎤⎡ ⎤= × − =⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

se obtiene el valor de la entalpía real del R-404A a la salida del compresor:

2 , 421, 49R fkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

A partir del la entalpía real del gas refrigerante a la salida del compresor , se obtiene

también su temperatura T

( 2 ,R fh )61,77ºC2R = . Valores reflejados en la Tabla 8. Tabla de

propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. Apartado 5.1.3 de la memoria.

Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico, en inglés se denomina C.O.Pf (Coeficient Of Performance). Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica.

[ ][ ]

. . fELECTRICAREAL



donde:

[ ]35,1ELECTRICAREAL

Potencia kW=

[ ]71,4PotenciaFrigorifica kW=

Valores tomados de los resultados de la hoja de comprobación del funcionamiento del compresor Bitzer modelo: 6F-40.2Y-40P en la instalación para las cámaras bitémperas trabajando como almacén de frescos que se encuentra el apartado B.2.2.2. del anexo B.

Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.O.Pf según la ecuación 3.10 resulta

ser de:

. . 2,03fC O P =

Pág. 38 ANEXO A

A partir de los valores encontrados en el balance energético y el programa Coolpack (en la opción: Refrigeration Utilities) se completa la Tabla 8. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. Apartado 5.1.3 de la memoria.

Con los datos de la Tabla 8 y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en el ciclo de congelados.

404 ,, 4 R A f CONDENSADORCALORIFICA fQ m h• •

−= × × ∆ (Ec. 3.11)

donde:

404 , 0,70046R A fkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦



3 4'(CONDENSADORh h∆ = )h− , Diferencia de entalpía del refrigerante R-404A entre la

salida y la entrada al condensador. Valores tomados de la Tabla 8. Tabla de propiedades termodinámicas del R-404A en el ciclo de frescos. Apartado 5.1.3 de la memoria.

3 410,67 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 4' 269,35 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador cuando las cámaras funcionen como almacén de frescos, según la ecuación 3.11, resulta ser de:

[ ], 395,96CALORIFICA fQ k•

= W

Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de frescos

NOMENCLATURA SIMBOLO VALORCaudal másico[kg/s] mR404A,f 0,70046Potencia frigorífica del evaporador [kW] QFRIGORIFICA,f 72,2Rendimiento volumétrico ηv,f 0,84Rendimiento isentrópico ηiso,f 0,682Entalpía real a la salida del compresor [kJ/kg] h2R,f 421,49COP COPf 2,03Potencia calorífica del condensador [kW] QCALORIFICA,f 395,96

Tabla 9. Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de frescos.


A.3.2 Instalación centralizada de R-717 (Amoníaco)

A.3.2.1 Cálculos previos para la selección del compresor de la etapa de baja

En el caso de la instalación centralizada se requieren datos previos del balance energético para realizar la selección de los compresores.

A partir del balance energético de la etapa de baja del ciclo Booster y de la máxima demanda de potencia frigorífica de baja temperatura (las ocho cámaras funcionan como almacén de

congelados), obtendremos el caudal másico optimo de vapor ( ,717BAJA OPTIMORm −

•

) que deben

bombear los compresores de la etapa de baja.

,717. 717. BAJA OPTIMOR MAXIMA R EVAPORADORDEMANDA CONGELADOS CONGELADOS

Q m h• •

− −= × ∆ (Ec. 3.12)

donde,

717..


Q•

− = 1.060[ ]kW ; Máxima demanda de potencia frigorífica para los

congelados calculada en el apartado 2 de este mismo anexo.

11 10(EVAPORADORCONGELADOS

h h∆ = − ')h , Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la

salida y la entrada de los evaporadores de congelados. Valores tomados de la Tabla 12. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia, o de la Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado, Apartado 5.2.3. de la memoria.

11 1422,46 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 10 ' 64,64 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Entonces el caudal másico optimo que debe ser bombeado por los compresores de la etapa de baja según la ecuación 3.12 resulta ser de:

,717 0,781BAJA OPTIMORkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Finalmente, se ha dispuesto para la instalación centralizada cuatro compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M, dos unidades para realizar la etapa de baja y dos unidades para la etapa de alta.

Pág. 40 ANEXO A

Entonces, como se disponen dos compresores para la etapa de baja, el caudal másico optimo que debe bombear cada uno resulta ser de:

,717 0,390BAJA OPTIMORm kgCOMPRESOR s

•

− ⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Los cálculos realizados con el programa AERZENER para la distribución de la carga entre los compresores del equipo frigorífico en cada una de las situaciones que se plantean a continuación, se encuentran en el anexo B, apartado B.3.5. Respuesta de los compresores en distintas situaciones de trabajo.

A partir de los datos de funcionamiento de los compresores se pueden determinar los puntos, del ciclo en el que se está trabajando, del diagrama de Moliere log(P)-h del R-717.


A.3.2.2 Ciclo frigorífico condicionado

A continuación se determina los puntos en el diagrama de Moliere log(P)-h del R-717. del ciclo condicionado y se completa la Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado, Apartado 5.2.3. de la memoria.

La instalación frigorífica funciona según las presiones de trabajo del ciclo condicionado en la siguiente situación:

SITUACIÓN 1:

Cuatro cámaras funcionando como almacén de frescos y cuatro cámaras funcionando como almacén de congelados; la instalación trabaja según las presiones del ciclo condicionado.

Demanda total de frío para frescos: 717..


Q•

− = 2140[ ] kW

Demanda total de frío para congelados: = 530[ ] 717.R DEMANDACONGELADOS

Q•

− kW

Para esta situación se ha previsto dos soluciones posibles para el funcionamiento de los compresores:

Solución a)

• Un compresor de baja funcionando al 93% de su capacidad.

• Dos compresores de la etapa de alta funcionando los dos al 92% de su capacidad.

Solución b)


• Dos compresores de la etapa de alta: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 84% de su capacidad.

Los cálculos para determinar los puntos del diagrama de Moliere del amoníaco se realizarán para la solución a), aunque se calculará la eficacia energética de ambas soluciones.

Pág. 42 ANEXO A

Cálculos para determinar los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 del ciclo condicionado para la solución a).

ETAPA DE BAJA:

Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de baja funcionando en las condiciones descritas anteriormente.

3

171 ,13

: 336,

93 3.600100

COMPRESORBAJA

R asp

COMP VMY MV BAJA

kg mms kgm sCIL

h h

ν

η

•

−⎡ ⎤⎡ ⎤ × ⎢ ⎥⎢ ⎥⎡ ⎤ ⎣ ⎦ ⎡ ⎤⎣ ⎦× = ×⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎣ ⎦⎣ ⎦

(Ec. 3.13)

donde,

3

: 336 1810COMP VMY MmCILh

⎡ ⎤= ⎢

⎣ ⎦⎥ ;dato que se obtiene de la hoja de las características

técnicas del compresor que se encuentra en el apartado B.3.9, del anexo B.

171 0, 4180COMPRESORBAJA

Rkgms

•

−⎡= ⎢⎣ ⎦

⎤⎥ ;dato que se obtiene de la hoja de resultados para la

selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B.3.5.1, del anexo B.

3

,1 1,03aspmkg

ν⎡ ⎤

= ⎢⎣ ⎦

⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor de

baja. Valores tomados de la Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado, Apartado 5.2.3. de la memoria. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B.3.5.1, del anexo B.

Entonces el rendimiento volumétrico del compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M según la ecuación 3.13 resulta ser de:

, 0,930V BAJAη =

A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo


condicionado que se encuentra en el apartado B.3.5.1, del anexo B. Se obtiene el

rendimiento isentrópico ( ),ISO BAJAη del compresor en las condiciones de trabajo

especificadas.

[ ]

[ ]

171 2 1

,

171 2 , 1

( )

( )

COMPRESORBAJA

COMPRESORBAJA

R TELECTRICATEORICA

iso BAJAELECTRICA

RREAL R c

kg kJm hPotencia kWs k

Potencia kW kg kJm hs k

η

•

−

•

−

hg

hg

⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦= =⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

(Ec. 3.14)

donde:


Rkgms

•

−⎡= ⎢⎣ ⎦

⎤⎥

)

= caudal másico bombeado por el compresor

AERZENER modelo: VMY336M en la etapa de baja.

2 1( Th h− , Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la

entrada al compresor de baja. Se considera que ( )2 1Ts s= , es decir, que la compresión

teórica del gas refrigerante es isentrópica.

2 1562,26TkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 1 1434,59 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦


Potencia kW=

Entonces el rendimiento isentrópico compresores de tornillo AERZENER modelo: VMY336M según la ecuación 3.14 resulta ser de:

, 0,591iso BAJAη =

Pág. 44 ANEXO A

Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a

la salida del compresor de baja ( ) . 2Rh

[ ] [ ]171 2 1( ) 90,3COMPRESORBAJA

RELECTRICA RREAL


•

−⎡ ⎤⎡ ⎤= × − =⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

2 1650,62RkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

Con el valor de la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de baja ( )2Rh . Se puede

realizar el balance energético del ciclo condicionado con el cual se obtiene el valor optimo del caudal de alta.

( ) (171 171 1713 7 2 9OPTIMO EVAPORADORES TEORICOALTA ALTA BAJA

R R R Rkg kgm m h h m hs s

• • •

− − −⎡ ⎤ ⎡ ⎤⎛ ⎞− × − = ×⎜ ⎟ ⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎝ ⎠ ⎣ ⎦ ⎣ ⎦

)h− (Ec. 3.15)

donde,

717..

717EVAPORADORESALTA


R

EVAPORADORFRESCOS

Qm

h

•

−•

− =∆

(Ec. 3.16)

717..


Q•

− = 2140 [ ]kW

, Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la

salida y la entrada de los evaporadores de frescos. Valores tomados Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado, Apartado 5.2.3. de la memoria.

3 9(EVAPORADORFRESCOS

h h∆ = )h−

• 171 1,636EVAPORADORESALTA

Rkgms

•

−⎡= ⎢⎣ ⎦

⎤⎥ ;caudal másico que debe circular por los

evaporadores de frescos según la ecuación 3.16.


717..

717TEORICOBAJA

RDEMANDA CONGELADOS

R

EVAPORADORCONGELADOS

Qm

h

•

−•

− =∆

(Ec. 3.17)

= 530 717.R DEMANDACONGELADOS

Q•

− [ ]kW

, Diferencia de entalpía del refrigerante

R-717 entre la salida y la entrada de los evaporadores de congelados. Valores tomados de la Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado, Apartado 5.2.3. de la memoria.

11 10(EVAPORADORCONGELADOS

h h∆ = − ')h

11 1422,46 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦ ; 10 ' 64,64 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

• 171 0, 4180COMPRESORBAJA

Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

;caudal másico que debe circular por los

evaporadores de congelados según la ecuación 3.17.

• Los valores de las entalpías de la Tabla 12. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia, Apartado 5.2.3. de la memoria:

3 1462, 45 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 7 339 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

; 9 154,52 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

• 2 1650,62R

kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦= valor de la entalpía real del R-717 a la salida del

compresor de baja ( )2Rh que se ha calculado.

Entonces el caudal optimo que se bombea en la etapa de alta según la ecuación del balance energético 3.15 resulta ser de:

171 2,19OPTIMO

ALTAR

kgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Pág. 46 ANEXO A

Este es el caudal total que aproximadamente deben bombear los compresores de la etapa de alta y que se debe comparar con el caudal real que es el que se obtiene en las hojas de resultados del programa AERZENER.

ETAPA DE ALTA:

Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de alta funcionando en las condiciones descritas anteriormente.

3

171 ,33

: 336,

92 3.600100

COMPRESORALTA

R asp

COMP VMY MV ALTA

kg mms kgm sCIL

h h

ν

η

•

−⎡ ⎤⎡ ⎤ × ⎢ ⎥⎢ ⎥⎡ ⎤ ⎣ ⎦ ⎡ ⎤⎣ ⎦× = ×⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎣ ⎦⎣ ⎦

(Ec. 3.18)

donde,

3


⎡ ⎤= ⎢



171 0,976COMPRESORALTA

Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

;dato que se obtiene de la hoja de resultados para la

selección del compresor de la etapa de alta según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B.3.5.1, del anexo B.

3

,3 0,437aspmkg

ν⎡ ⎤

= ⎢⎣ ⎦

⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor

de alta. Valores tomados de la Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado, Apartado 5.2.3. de la memoria. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B.3.5.1, del anexo B.


, 0,922V ALTAη =

A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de alta según las presiones de trabajo del ciclo


condicionado que se encuentra en el apartado B.3.5.1, del anexo B. Se obtiene el

rendimiento isentrópico ( ),ISO ALTAη del compresor en las condiciones de trabajo

especificadas.

[ ]

[ ]

171 4 3

,

171 4 3

( )

( )

COMPRESORALTA

COMPRESORALTA

R TELECTRICATEORICA

iso ALTAELECTRICA

RREAL R



η

•

−

•

−

hg

hg

⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦= =⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

(Ec. 3.19)

donde:


Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

= ;dato que se obtiene de la hoja de resultados para la

selección del compresor de la etapa de alta según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B.3.5.1, del anexo B.

4 3( Th h− ) , Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la

entrada al compresor de alta. Se considera que ( )4 3Ts s= , es decir, que la compresión


4 1699,60TkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦;

3 1462, 45 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

[ ]306ELECTRICAREAL

Potencia kW=


, 0,756iso ALTAη =

Pág. 48 ANEXO A

Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a

la salida del compresor de baja ( ) . 2Rh

[ ] [ ]171 4 3( ) 306COMPRESORALTA

RELECTRICA RREAL


•

−⎡ ⎤⎡ ⎤= × − =⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

4 1775,97RkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico, en inglés se denomina C.O.PCOND. (Coeficient Of Performance). Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica.

[ ][ ].. . COND

ELECTRICAREAL



Donde para la solución a):


• Dos compresores de la etapa de alta funcionando los dos al 92% de su capacidad.

Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.3.5.1 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 1, SOLUCIÓN a). en el Anexo B, se calcula:

[ ]93%92%

2 2670BAJAALTA

COMPRESORCOMPRESORFRESCOSPotenciaFrigorifica Q Q kW

• •

= × + =

[ ] [ ]2 306 90,3 708,1ELECTRICAREAL

Potencia kW kW= × + =

Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.O.PCOND. según la ecuación 3.20 resulta ser de:

.. . 3,80CONDC O P =


Donde para la solución b):


• Dos compresores de la etapa de alta: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 84% de su capacidad.

Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.3.5.2 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 1, SOLUCIÓN b). en el Anexo B, se calcula:

[ ]93%100% 84%

2670BAJAALTA ALTA

COMPRESOR COMPRESORCOMPRESORFRESCOS FRESCOSPotenciaFrigorifica Q Q Q kW

• • •

= + + =

[ ] [ ]322 287 90,3 699,3ELECTRICAREAL

Potencia kW kW= + + =

Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.O.PCOND. según la ecuación 3.20 resulta ser de:

.. . 3,82CONDC O P =

Pág. 50 ANEXO A

Con los datos de la Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado. y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que se debe disipar el condensador en el ciclo condicionado para la solución a).

, . 2 COMPRESORALTA

CONDENSADORCALORIFICA CONDQ m h• •⎛ ⎞= × × ∆⎜ ⎟

⎝ ⎠ (Ec. 3.21)

donde:


Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

= caudal másico bombeado por el compresor AERZENER

modelo: VMY336M en la etapa de alta.

4 6(CONDENSADOR Rh h∆ = ' )h− , Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la salida

y la entrada al condensador. Valores tomados de la Tabla 10. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo condicionado en el apartado 5.2.3 de la memoria.

4 1775,97RkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 6' 353,30 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en la instalación centralizada según las presiones de trabajo del ciclo condicionado según la ecuación 3.21 resulta ser de:

[, . 2777,05CALORIFICA CONDQ k•

= ]W


Tablas resumen de los valores obtenidos en el ciclo condicionado

NOMENCLATURA SIMBOLO VALOR

Caudal másico óptimo total [kg/s] mR717,OPTIMO,B 0,781

Caudal másico óptimo por compresor [kg/s]mR717,OPTIMO,B/C

OMPRESOR 0,39Rendimiento volumétrico ηv,BAJA 0,93Rendimiento isentrópico ηiso,BAJA 0,591Entalpía real a la salida del compresor de baja [kJ/kg] h2R 1650,62

Caudal másico óptimo total [Kg/s] mR717,OPTIMO,A 2,19

Caudal másico óptimo por compresor [Kg/s]mR717,OPTIMO,A/C

OMPRESOR 1,095Rendimiento volumétrico ηv,ALTA 0,922Rendimiento isentrópico ηiso,ALTA 0,756Entalpía real a la salida del compresor de alta [KJ/Kg] h4R 1775,97

COP CICLO CONDICIONADO COPCOND. 3,8Potencia calorífica del condensador en el ciclo condicionado [kW]

QCALORIFICA,

COND.2777,05

SITUACION 1 DEMANDA DE FRESCOS MÁXIMA = 2140 kW. DEMANDA DE CONGELADOS = 530 kW.

CICLO CONDICIONADO

ETAPA DE BAJA

ETAPA DE ALTA

SOLU

CIÓ

IN a

)

1 C

OM

PRES

OR

DE

BA

JA 9

3%

2 C

OM

PRES

OR

ES D

E A

LTA

92%

Tabla 11. Tabla resumen de los valores obtenidos para la solución a) en el ciclo condicionado.


COP CICLO CONDICIONADO COPCOND. 3,82

SITUACION 1 DEMANDA DE FRESCOS MÁXIMA = 2140 kW. DEMANDA DE CONGELADOS = 530 kW.

CICLO CONDICIONADO

SOLUCIÓIN b) 1 COMPRESOR DE BAJA 93% 1 COMPRESOR DE ALTA 100% 1 COMPRESOR DE ALTA 84%

Tabla 12. Tabla resumen de los valores obtenidos para la solución b) en el ciclo condicionado.

Pág. 52 ANEXO A

A.3.2.3 Ciclo frigorífico de máxima eficiencia

A continuación se determinan los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 del ciclo de máxima eficiencia y se completa la Tabla 12. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia, Apartado 5.2.3. de la memoria.

La instalación frigorífica funciona según las presiones de trabajo del ciclo de máxima eficiencia, en la siguiente situación:

SITUACIÓN 2:

Ocho cámaras funcionando como almacén de congelados; la instalación trabaja según las presiones del ciclo de máxima eficiencia.

Demanda total de frío para congelados: 717..


Q•

− = 1.060[ ]kW

Demanda total de frío para frescos: = 0717.R DEMANDAFRESCOS

Q•

− [ ]kW

Para esta situación se ha previsto dos soluciones posibles para el funcionamiento de los compresores:

Solución a)

• Dos compresores de baja funcionando al 97% de su capacidad.

• Un compresor de la etapa de alta funcionando al 80% de su capacidad.

Solución b)

• Dos compresores de la etapa de baja: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 93% de su capacidad.

• Un compresor de la etapa de alta funcionando al 80% de su capacidad.

Los cálculos para determinar los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 se realizarán para la solución a), aunque se calculará la eficiencia energética de ambas soluciones.


Cálculos para determinar los puntos en el diagrama de Moliere del R-717 del ciclo de máxima eficiencia para lo solución a).

ETAPA DE BAJA:

Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de baja funcionando en las condiciones descritas anteriormente.

3

171 ,13

: 336,

97 3.600100

COMPRESORBAJA

R asp

COMP VMY MV BAJA

kg mms kgm sCIL

h h

ν

η

•

−⎡ ⎤⎡ ⎤ × ⎢ ⎥⎢ ⎥⎡ ⎤ ⎣ ⎦ ⎡ ⎤⎣ ⎦× = ×⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎣ ⎦⎣ ⎦

(Ec. 3.22)

donde,

3


⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦ ;dato que se obtiene de la hoja de las características



Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

;dato que se obtiene de la hoja de resultados para la

selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo de máxima eficiencia que se encuentra en el apartado B.3.5.3, del anexo B.

3

,1 1,03aspmkg

ν⎡ ⎤

= ⎢⎣ ⎦

⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor de

baja. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia, Apartado 5.2.3. de la memoria. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B.3.5.3, del anexo B.


, 0,918V BAJAη =

Pág. 54 ANEXO A

A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B.3.5.3, del anexo B. Se obtiene el

rendimiento isentrópico ( , )ISO BAJAη del compresor en las condiciones de trabajo

especificadas.

[ ]

[ ]

171 2 1

,

171 2 1

( )

( )

COMPRESORBAJA

COMPRESORBAJA

R TELECTRICATEORICA

iso BAJAELECTRICA

RREAL R



η

•

−

•

−

hg

hg

⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦= =⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

(Ec. 3.23)

donde:


Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

= caudal másico bombeado por el compresor

AERZENER modelo: VMY336M en la etapa de baja.

2( Th h− 1) , Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la

entrada al compresor de baja. Se considera que ( )2 1Ts s= , es decir, que la compresión


2 1611,81TkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦;

1 1434,59 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦


Potencia kW=


, 0,645iso BAJAη =

Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de baja ( ) . 2Rh

[ ] [ ]171 2 1( ) 118,3COMPRESORBAJA

RELECTRICA RREAL


•

−⎡ ⎤⎡ ⎤= × − =⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

2 1709,26RkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦


ETAPA DE ALTA:

Como en esta situación no existe demanda de potencia frigorífica por parte de los frescos, se calcula el caudal mínimo que se debe bombear en la etapa de alta a partir del balance energético del ciclo de máxima eficiencia:

( ) ( )171 1713 7 2 92OPTIMO COMPRESORALTA BAJA

R R Rkg kgm h h m hs

• •

− −⎡ ⎤ ⎡ ⎤× − = × × −⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

hs

(Ec. 3.24)

Donde,

A partir de los valores de las entalpías de la Tabla 12. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia, Apartado 5.2.3. de la memoria:

3 1476,51 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 7 339 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

; 9 191,92 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

2 1709,26RkJhkg

⎡ ⎤= ⎢

⎣ ⎦⎥

)

= valor de la entalpía real del R-717 a la salida del compresor de

baja ( que se ha calculado.

2Rh

Entonces el caudal mínimo que se bombea en la etapa de alta según la ecuación 3.24 resulta ser de:

171 1,15OPTIMOALTA

Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Este es el caudal total que aproximadamente deben bombear los compresores de la etapa de alta y que se debe comparar con el caudal real que es el que se obtiene en las hojas de resultados del programa AERZENER.

Pág. 56 ANEXO A

Entonces a partir de la siguiente ecuación se determina el rendimiento volumétrico del compresor de alta funcionando en las condiciones descritas anteriormente.

3

171 ,33

: 336,

80 3.600100

COMPRESORALTA

R asp

COMP VMY MV ALTA

kg mms kgm sCIL

h h

ν

η

•

−⎡ ⎤⎡ ⎤ × ⎢ ⎥⎢ ⎥⎡ ⎤ ⎣ ⎦ ⎡ ⎤⎣ ⎦× = ×⎢ ⎥ ⎢ ⎥⎣ ⎦⎣ ⎦

(Ec. 3.25)

donde,

3


⎡ ⎤= ⎢




Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦

;dato que se obtiene en los cálculos realizados en la página

anterior.

3

,3 0,322aspmkg

ν⎡ ⎤

= ⎢⎣ ⎦

⎥ = volumen específico del R-717 en la aspiración del compresor

de alta. Valores tomados de la Tabla 12. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia, Apartado 5.2.3. de la memoria. Dato proporcionado también por el programa de selección AERZENER en la hoja de resultados del apartado B.3.5.3, del anexo B.


, 0,929V ALTAη =


A partir de la potencia absorbida o potencia eléctrica real obtenida de la hoja de resultados para la selección del compresor de la etapa de baja según las presiones de trabajo del ciclo condicionado que se encuentra en el apartado B.3.5.3, del anexo B. Se obtiene el

rendimiento isentrópico del compresor en las condiciones de trabajo especificadas. ( )ISOη

[ ]

[ ]

171 4 3

,

171 4 3

( )

( )

COMPRESORALTA

COMPRESORALTA

R TELECTRICATEORICA

iso ALTAELECTRICA

RREAL R



η

•

−

•

−

hg

hg

⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦= =⎡ ⎤⎡ ⎤ × − ⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

(Ec. 3.26)

donde:


Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦



4 3( Th h− ) , Diferencia de entalpía teórica del refrigerante R-717 entre la salida y la

entrada al compresor de alta. Se considera que ( )4 3Ts s= , es decir, que la compresión


4 1662,5TkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦;

3 1476,51 kJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

[ ]286ELECTRICAREAL

Potencia kW=


, 0,748iso ALTAη = Entonces con el denominador de la misma expresión se obtiene la entalpía real del R-717 a

la salida del compresor de baja ( )4Rh .

[ ] [ ]171 4 3( ) 286COMPRESORALTA

RELECTRICA RREAL


•

−⎡ ⎤⎡ ⎤= × − =⎢ ⎥⎢ ⎥⎣ ⎦ ⎣ ⎦

4 1725,20RkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦

Pág. 58 ANEXO A

Con estos datos se procede a calcular el coeficiente de eficiencia energética del ciclo frigorífico, en inglés se denomina C.O.PEF. (Coeficient Of Performance). Es la relación entre la potencia frigorífica y la potencia absorbida por la máquina frigorífica.

[ ][ ].. . EF

ELECTRICAREAL



Donde para la solución a):

• Un compresor de alta funcionando al 80% de su capacidad.

• Dos compresores de la etapa de baja funcionando los dos al 92% de su capacidad.

Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.3.5.3 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 2. SOLUCION a). en el Anexo B, se calcula:

[ ]97%80%

2 2332BAJAALTA

COMPRESORCOMPRESORFRESCOSPotenciaFrigorifica Q Q kW

• •

= + × =

[ ] [ ]286 2 118,3 522,6ELECTRICAREAL

Potencia kW kW= + × =

Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.O.PEF. según la ecuación 3.27 es de:

.. . 4, 462EFC O P =

Donde para la solución b):

• Un compresor de alta funcionando al 80% de su capacidad.

• Dos compresores para la etapa de baja: uno funcionando al 100% de su capacidad y el otro al 93% de su capacidad.

Con los valores obtenidos con el programa AERZENER correspondientes al apartado B.3.5.4 Hoja de resultados para la SITUACIÓN 2. SOLUCION b) en el Anexo B, se calcula:

[ ]100% 93%80%

2332BAJA BAJAALTA

COMPRESORCOMPRESOR COMPRESORFRESCOSPotenciaFrigorifica Q Q Q kW

• • •

= + + =

[ ] [ ]286 120,8 115,5 522,3ELECTRICAREAL

Potencia kW kW= + + =

Entonces el coeficiente de eficiencia energética C.O.PEF. según la ecuación 3.27 es de:

.. . 4, 465EFC O P =


Con los datos de la Tabla 12. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia y la siguiente expresión se calcula la potencia calorífica necesaria que se debe disipar el condensador en el ciclo de máxima eficiencia para la solución a).

donde:

, . COMPRESORALTA

CONDENSADORCALORIFICA EFQ m h• •

= × ∆ (Ec. 3.28)


Rkgms

•

−⎡ ⎤= ⎢ ⎥⎣ ⎦



4 6(CONDENSADOR Rh h∆ = ' )h− , Diferencia de entalpía del refrigerante R-717 entre la salida

y la entrada al condensador. Valores tomados de la Tabla 15. Tabla de propiedades termodinámicas del R-717 en el ciclo de máxima eficiencia en el apartado 5.2.3. de la memoria.

4 1725,20RkJhkg

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

⎣ ⎦; 6' 353,30 kJh

kg⎡ ⎤

= ⎢ ⎥⎣ ⎦

Entonces la potencia calorífica necesaria que debe aportar el condensador en la instalación centralizada según las presiones de trabajo del ciclo de máxima eficiencia según la ecuación 3.28 resulta ser de:

[ ], . 1577,68CALORIFICA EFQ k•

= W

Pág. 60 ANEXO A

Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de máxima eficiencia


Rendimiento volumétrico ηv,BAJA 0,918Rendimiento isentrópico ηiso,BAJA 0,645Entalpía real a la salida del compresor de baja [kJ/kg] h2R 1709,26

Caudal másico óptimo total [kg/s] mR717,OPTIMO,A 1,15Rendimiento volumétrico ηv,ALTA 0,929Rendimiento isentrópico ηiso,ALTA 0,748Entalpía real a la salida del compresor de alta [kJ/kg] h4R 1725,2

COP CICLO DE MAXIMA EFICIENCIA COPEF. 4,462

Potencia calorífica del condensador en el ciclo condicionado [kW] QCALORIFICA,EF.

1577,68

SITUACION 2 DEMANDA DE FRESCOS = 0 kW. DEMANDA DE CONGELADOS MÁXIMA = 1060 kW.

CICLO DE MAXIMA EFICIENCIA

ETAPA DE BAJA

ETAPA DE ALTA

SOLU

CIÓ

IN a

)

2

CO

MPR

ESO

RES

DE

BA

JA 9

7%

1 C

OM

PRES

OR

DE

ALT

A 8

0%

Tabla 13. Tabla resumen de los valores obtenidos en el ciclo de máxima eficiencia.


COP CICLO MAXIMA EFICIENCIA COPEF. 4,465

SITUACION 2 DEMANDA DE FRESCOS = 0 kW. DEMANDA DE CONGELADOS MÁXIMA = 1060 kW.

CICLO DE MAXIMA EFICIENCIA

SOLUCIÓIN b) 1 COMPRESOR DE BAJA 100% 1 COMPRESOR DE BAJA 93% 1 COMPRESOR DE ALTA 80%

Tabla 14. Tabla resumen de los valores obtenidos para la solución b) en el ciclo de máxima eficiencia.

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Sumario Cálculos necesidades térmicas. Balances ... · PDF fileDISEÑO DE UNA INSTALACIÓN FRIGORÍFICA PARA OCHO CÁMARAS DE 2.560 m3 Pág. 1 Sumario Cálculos necesidades térmicas